毕业论文设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器机械设计课程设计说明书

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1、机械零件课程设计说明书 课程名称： 院 别： 专 业： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 教务处制 二零一三年五月二十八日目录1机械设计课程设计任务书1一、题目：设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。1二、已知条件：12传动方案的分析13电动机选择，传动系统运动和动力参数计算2一、电动机的选择21.确定电动机类型22.确定电动机的容量23.选择电动机转速2二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配31.传动装置总传动比32.分配传动装置各级传动比3三、运动参数和动力参数计算31.各轴转速计算32.各轴输入功率43.各轴输入转矩44传动零件的设计计算4一、V带传动设计41.设计计

2、算表42.带型选用参数表73带轮结构相关尺寸7二、渐开线直齿圆柱齿轮设计8（一）高速级直齿圆柱齿轮设计计算表8（二）低速级直齿圆柱齿轮设计计算表11（三）直齿轮设计参数表145轴的设计计算14一、轴的结构设计141选择轴的材料及热处理方法152确定轴的最小直径153确定各轴段直径并填于下表内154选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。165.计算各轴段长度。17二、轴的结构设计181选择轴的材料及热处理方法182确定轴的最小直径183确定各轴段直径并填于下表内184选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。195.计算各轴段长度19三、轴的结构设计201选择轴的材料及热处理方法202确定轴的最

3、小直径203确定各轴段直径并填于下表内204选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。215.计算各轴段长度216轴承的选择和校核23一、轴承的选择和校核231轴轴承的选择232根据滚动轴承型号，查出和。233校核轴轴承是否满足工作要求237键联接的选择和校核25一、轴大齿轮键251键的选择252键的校核268联轴器的选择269减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择26一、传动零件的润滑261齿轮传动润滑262滚动轴承的润滑26二、减速器密封261.轴外伸端密封262.轴承靠箱体内侧的密封273.箱体结合面的密封2710减速器箱体设计及附件的选择和说明27一、箱体主要设计尺寸27二、附属零件设计30

4、1窥视孔和窥视孔盖302.通气塞和通气器303.油标、油尺314.油塞、封油垫315.起吊装置326.轴承端盖、调整垫片3211设计小结3412参考资料351机械设计课程设计任务书vF一、题目：设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。二、已知条件：原始数据。2传动方案的分析本设计中采用的原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为展开式二级直齿圆柱齿轮减速器。结构简单，应用广泛，展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可

5、缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，斜齿轮传动的平稳性较直齿好，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。所以本设计采用的是双级斜齿圆柱齿轮传动，如上图所示。3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算一、电动机的选择1.确定电动机类型 按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率Pw和转速nwPw= Fv/1000 =16001.6/1000=2.56kWnw=60v1000/d=601.61000/(900)=33.95r/min(2)电动机所需的输

6、出功率为了计算电动机所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3、4、5分别为弹性联轴器、2对闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、3对滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由2表1-7查得1 =0.99，2 =0.99，3 =0.98，4 =0.96，5 =0.96，则传动装置的总效率为 总=1223345 =0.990.9920.9830.960.96=0.8416323.04 kW3.选择电动机转速由2表13-2推荐的传动副传动比合理范围 普通V带传动 i带=24 圆柱齿轮传动 i齿=35则传动装置总传动比的合理范围为 i总=i带i齿1i齿2 i总=（24）（35）

7、（35）=（18100）电动机转速的可选范围为nd=i总nw=（18100）nw=18nw100nw=611.13395根据电动机所需功率和同步转速，查2表12-1，选择一电动机，常选择电动机的转速有1000或1500，如无特殊需要，不选用750r/min以下的电动机。选用同步转速为1500选定电动机型号为Y112M-4二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比 i总= nm / nw=1440/33.95=42.415式中nm-电动机满载转速，1440r/min; nw-工作机的转速，33.95r/min。2.分配传动装置各级传动比 i总=i带i齿1i齿2 分配原则：

8、（1）i带i齿 （2）i带=24 i齿=35 i齿1=（1.31.5）i齿2 根据2表2-3，V形带的传动比取i带 =3，则减速器的总传动比为 i =42.453双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 i齿1 =4.45低速级的传动比 i齿2 = i/ (i带i齿1) =3.18 三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算 1440 r/min n= nm / i带 =480 r/min n= n / i齿1 =107.9 r/minn= n / i齿2 =33.93r/min2.各轴输入功率 P0= Pd=3.04 kWP= Pd4 =2.92kW P= P23 =2.83kWP= P23 =

9、2.75kW3.各轴输入转矩T0 = 9550Pd/n0 =20.16T = 9550P/n =58.1 T = 9550P/n = 250.48T = 9550P/n =774.02表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目轴号功率转速转矩传动比0轴3.04144020.163轴2.9248058.14.45轴2.83107.9250.483.18轴2.7533.93774.024传动零件的设计计算一、V带传动设计1.设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果(1)确定计算功率PcaPca=d查1表13-8Pca=d=1.23.04Pca=3.648(2)选择带的型号P

10、ca=3.648n1=1440查图13-15A型(3)选择小带轮直径100查1 表13-9及图13-15100(4)确定大带轮直径=1440/480100（1-0.02）根据图13-15=300(5)验算传动比误差=0 =0(6)验算带速=(1001440)/(601000)=7.5(合格)(7)初定中心距a0=(0.72)(100+300）=600(8)初算带长L0=2600+/2(100+300) +(300-100)/(4600) =1845(9)确定带的基准长度查1表13-2因为，选用A型带取=1800(10)计算实际中心距离（取整） =600+(1800-1845)/2 =577.5

11、(11)安装时所需最小中心距（取整） =(577.5-0.0151800) =550.5(12)张紧或补偿伸长量所需最大中心距 =(577.5+0.0151800) =604.5(13)验算小带轮包角=180(300100)/577.557.3=160度=160(14) 单根V带的基本额定功率查1表13-3插值法=1.31(15) 单根V带额定功率的增量查1表13-5插值法=0.17(16) 长度系数查1表13-2由 得=1.01(17)包角系数查1表13-7插值法=0.95(18)单位带长质量查1表13-1=0.1kg/m=0.1(19)确定V带根数=3.648/(1.31+0.17)1.0

12、10.95=3(20)计算初拉力查1表13-1得q=0.1kg/m=137.9(21)计算带对轴的压力 =23137.9sin()=814.82.带型选用参数表带型A型1003007.5577.51603814.8 483带轮结构相关尺寸项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果(1)带轮基准宽bd查1表13-10因选用A型，故取bd=11bd11(2)带轮槽宽bb13(3)基准宽处至齿顶距离ha查1表13-10ha2.75(4)基准宽处至槽底距离hf查1表13-10hf8.7(5)两V槽间距e查1表13-10e15(6)槽中至轮端距离f查1表13-10f9(7)轮槽楔角查1表13-

13、10；= 300 118；度；(8)轮缘顶径da =305.5da=305.5(9)槽底直径df=282.6df=282.6(10)轮缘底径D1查1表13-10， =270.6D1=270.6(11)板孔中心直径D0D0= (D1 +d1) /2D0= (270.6 +42) /2D0=156.3(12)板孔直径d0d0=52(13)大带轮孔径d由装带轮的轴决定=300, =3 d=21(14)轮毂外径d1d1=(1.82) 21d1=42(15)轮毂长LL=(1.52) d L=(1.52)21L=40(16)辐板厚SS=(0.20.3)BS=(0.20.3) 13 =2.63.9S=3.5

14、(17)孔板孔数n=D0/( S+ d0)n=161.3/( 3.5+ 54)个n=9二、渐开线直齿圆柱齿轮设计（一）高速级直齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1表11-2初选精度等级为7级级7级2材料选择查1表11-1小齿轮材料为45（调质），齿面硬度为280HBS；大齿轮材料为45（调质），齿面硬度为240HBS；小齿轮280HBS大齿轮240HBS3选择齿数Z小齿轮齿数Z122齿轮传动比=4.45Z2=4.4522=98个Z122Z2=98U=4.4554按齿面接触强度设计(1)载荷系数K查111-3表K=1.2K=1.2(2)区域

15、系数ZHZH = 2.5ZH = 2.5ZH = 2.5(3)计算小齿轮传递的转矩T1NmmT1=5.810104(4)齿宽系数d由1表11-6d=1.0d=1.0(5)材料的弹性系数ZE由1表11- 4ZE=189.8MPa1/2ZE=189.8(6) 齿轮接触疲劳强度极限由1表11-1600550600550(7)计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率，查1表11-5，得安全系数SH=1.0H1= =600H2= =550代入较小的H(8)试算小齿轮分度圆直径按1式（113）试算mmd1=50.276（9）计算圆周速度vm/sv=1.26（10）计算齿宽Bb = dd1B1=1.050.27

16、6+5=55.276B2= B15=50.276mmB1=55.276B2=50.276（11）模数m=2.2855按齿根弯曲强度设计（1）载荷系数K查111-3表K=1.2；K=1.2（2）齿形系数YFa根据齿数和由1图11-8YFa1=2.84YFa2=2.21YFa1=2.84YFa2=2.21（3）应力校正系数YSa由1图11-9YSa1=1.58YSa2=1.81YSa1=1.58YSa2=1.81（4）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1表11-1（5）计算弯曲疲劳许用应力F取失效概率，查1表11-5取弯曲疲劳安全系数SF1.25，F1= F2= F1=384 F2=336（6）计算大小齿轮

17、的并加以比较结论：大齿轮的数值大大齿轮的数值大（7）齿根弯曲强度设计计算由1式11-11m=1.508结论：由齿根弯曲疲劳强度计算模数，取2mm。为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.276mm来计算应有的齿数。于是由=25.138,取26，则Z2 = Z1i齿1 =264.45=115.7,取Z2 =116 6几何尺寸计算（1）计算中心距a将中心距圆整为142mma=142（2）计算齿轮的分度圆直径dmmd1=52d2=232（3）计算齿轮的齿根圆直径dfmmdf1=47df2=227（4）计算齿轮宽度Bb = dd1圆整后取：B1 =1.052+5=57 B

18、2 = B15=52 mmB1 =57B2 =52（二）低速级直齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查1表11-2初选精度等级为7级级7级2材料选择查1表11-1小齿轮材料为45（调质），齿面硬度为280HBS；大齿轮材料为45（调质），齿面硬度为240HBS；小齿轮280HBS大齿轮240HBS3选择齿数Z小齿轮齿数Z122齿轮传动比=3.18Z2=3.1822=70个Z122Z270U=3.1824按齿面接触强度设计（1）载荷系数K查111-3表K=1.2K=1.2(2)区域系数ZHZH = 2.5ZH = 2.5ZH = 2.5(3)计

19、算小齿轮传递的转矩T1NmmT1=2.505105(4)齿宽系数d由1表11-6d=1.0d=1.0(5)材料的弹性系数ZE由1表11- 4ZE=189.8MPa1/2ZE=189.8(6) 齿轮接触疲劳强度极限由1表11-1（7）计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率，查1表11-5，得安全系数SH=1.0H1= =600H2= =550 代入较小的H（8）试算小齿轮分度圆直径按1式（113）试算mmd1=83.782（9）计算圆周速度vm/sv=0.473（10）计算齿宽Bb = dd1B3=1.083.782+5=88.782B4= B35 =83.782mmB3=88.782B4 =83

20、.782（11）模数m=3.8085按齿根弯曲强度设计（1）载荷系数K查111-3表K=1.2K=1.2（2）齿形系数YFa根据齿数和由1图11-8YFa1=2.84YFa2=2.28YFa1=2.84YFa2=2.28（3）应力校正系数YSa由1图11-9YSa1=1.58YSa2=1.74YSa1=1.58YSa2=1.74（4）齿轮的弯曲疲劳强度极限由1表11-1（5）计算弯曲疲劳许用应力F取失效概率，查1表11-5取弯曲疲劳安全系数SF1.25，F1= F2= F1=384 F2=336（6）计算大小齿轮的并加以比较结论：大齿轮的数值大大齿轮的数值大（7）齿根弯曲强度设计计算由1式11

21、-11m=2.448结论：由齿根弯曲疲劳强度计算模数，取2.5mm。为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=83.782mm来计算应有的齿数。于是由,取Z1 =34，则Z2 = Z1i齿1 =343.18=108.12,取Z2 =109 6几何尺寸计算（1）计算中心距a将中心距圆整为179mma=179（2）计算齿轮的分度圆直径dmmd1=85d2=272.5（3）计算齿轮的齿根圆直径dfmmdf1=78.75df2=266.25（4）计算齿轮宽度Bb = dd1圆整后取：B3 =1.085+5=90 B4 = B35=85mmB3 =90B4=85（三）直齿轮设计参数

22、表传动类型模数齿数中心距齿宽高速级直齿圆柱齿轮m=2.0mmZ1=26, Z2=116a=142mmB1 =57B2 =52低速级直齿圆柱齿轮m=2.5mmZ1=34, Z2=109a=179mmB3 =90B4 =855轴的设计计算减速器轴的结构草图一、轴的结构设计轴的结构草图（直径和长度标号）1选择轴的材料及热处理方法查1表14-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：再查 1表14-2，查C= (118107)考虑键：有一个键，轴的直径加大57%，取6%3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果用键

23、与V带连接，带有键槽 取d121mm21考虑带轮的定位，d2=d1+2(0.070.1)d1 =21+2.944.2=23.9425.2mm取d2=25mmd2=25轴承主要受到径向力作用选用圆柱滚子轴承，考虑d3d2，查2表6-2，选用轴承代号：N206E， B=16mm，da=36 mm，d3=d=30 mmd3=30考虑轴承的定位，故取d4= da=36 mmd4=36考虑将轴与齿轮做成一体，且齿轮的齿顶高da为da=m(Z1+2)=2(26+2)=56mm故d5= da=56 mmd5=56考虑轴承内径，d6=d3=30mmd6=304选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2P2

24、23，dn=30480=14400 mmr/min2105mmr/min, 故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果箱体壁厚查 2P164表11-1，取地脚螺栓直径及数目n查 2 P164表11-1，取=20因为a250，所以n=4轴承旁联接螺栓直径查 2 P164表11-1,轴承旁联接螺栓扳手空间、查 2 P167表11-2，取,轴承盖联接螺钉直径查 2 P164表11-1轴承盖厚度查 2 P172表11-10小齿轮端面距箱体内壁距离查 2 P164表11-1，取 轴承内端面至箱体内壁距离采用脂润滑轴承=（510）mm,取=10mm=10轴承支点距轴承宽边端面距离aa

25、=85.计算各轴段长度。名称计算公式单位计算结果=L带轮（23）=40（23） =3837mmL带轮为轮毂长度，取=38mm箱体轴承座厚度为取L=54mm，轴承端盖凸缘厚度取Bd=10mm，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t=2mm，取带轮凸缘断面与轴承端盖表面的距离K=25mm，则=L+Bd+K+t+1+3 =54+10+25+2-27+1+3=68mm=172.557101=104.5mm其中在设计中间轴的时候确定 L（总长）L=330.5（支点距离）二、轴的结构设计轴的结构草图（直径和长度标号）1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理

26、方法为正火回火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：再查 1表14-2，C= (118107)考虑键：最小直径处没有装键，故不考虑键的影响。3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果查2表6-2, 选用轴承代号：N207E，B=17 mm， da=42 mm，d1=35 mmd1=35考虑d2大于d1，查表21-14,取d240mm,考虑键d240考虑齿轮定位取d3=50mmd3=50d4=40d5=354选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2P223，dn=35107.9=3776.5 mmr/min2105mmr/min, 故选用脂润滑。将与轴长度有关的各

27、参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离aa=8.55.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果安装齿轮3，齿轮3宽度B3 =90mm，取略小于齿轮宽度=90-2=88mm取齿轮2和齿轮3的距离为8，设定齿轮3到内壁之间的距离也为=10，则箱体内壁之间的距离L（总长）L=221.5（支点距离）= L-2a+2=221.5-28.5+2=206.5mm=206.5三、轴的结构设计轴的结构草图（直径和长度标号）1选择轴的材料及热处理方法查1表14-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：再查 1

28、表14-2，C=(118107)考虑键：有一个键，轴的直径加大57%，取6%3确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果此处有型弹性套柱销联轴器，查2表8-5，选LT9，d1=50mm考虑联轴器定位和密封圈查2表7-12，取=60mm=60轴承受到径向力作用选用圆柱滚子轴承，考虑d3d2，查2表6-2,选用轴承代号：N213E，B=23mm， da=74mm，d3=65mm取80mm80=65mm4选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2P223，dn=6533.93=2205.45 mmr/min2105mmr/min, 故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定

29、结果轴承支点距轴承宽边端面距离aa=11.55.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果查2表8-5，取=84箱体轴承座厚度为L=54mm，轴承端盖凸缘厚度取Bd=10mm，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t=2mm，取联轴器轮毂断面与端盖外端距离为K=25mm，则箱体轴承座厚度为取L=54mm，轴承端盖凸缘厚度取Bd=10mm，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t=1mm，取带轮凸缘断面与轴承端盖表面的距离K=25mm，则1.4(-)=3.5取=10mm=B-2=85-2=83mmL（总长）L=381.5（支点距离）6轴承的选择和校核一、轴承的选择和校核1轴轴承的选择选择轴轴承的一对角接触球轴承

30、，校核轴承，轴承使用寿命为5年，每年按300天计算。2根据滚动轴承型号，查出和。=46.5kN，=48.0kN3校核轴轴承是否满足工作要求（1）画轴的受力简图。（2）求轴承径向支反力、高速级齿轮2受力:低速级齿轮3受力:（a）垂直平面支反力、垂直平面受力如图所示：根据受力平衡得：（b）水平面支反力、根据受力平衡得： （c）合成支反力、根据力的合成得：（3）求两端面轴承的派生轴向力、由于选用的的是圆柱滚子轴承，且承受纯径向载荷，所以公称接触角=0。所以，=0（4）确定轴承的轴向载荷、由于是直齿圆柱齿轮传动，没有轴向力，所以，=0（5）计算轴承的当量载荷、查1 P68 表6-1：因为，所以， （6

31、）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，查1表16-9取载荷系数 1.2，查1表16-8取温度系数1，计算轴承工作寿命：结论：选用的轴承符合工作要求，合格。7键联接的选择和校核一、轴大齿轮键1键的选择选用普通双圆头平键A型,轴径40mm,查1表6-1得选用键，GB/T 109620032键的校核键长度小于轮毂长度，前面算得大齿轮宽度52mm ,根据键的长度系列选键长45mm。查1表10-10得所以所选用的平键强度足够。8联轴器的选择查1表17-1得KA=1.5查2P101表8-5，选用弹性套柱销联轴器:因为T =774.02N.m，且n= 33.93r/min，所以选用型号为 LT9的弹性套柱销

32、联轴器。9减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择一、传动零件的润滑1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度，故选择浸油润滑。2滚动轴承的润滑二、减速器密封1.轴外伸端密封因为轴承选用脂润滑，工作环境较清洁，轴颈圆周速度v=7.5m/s，工作温度不超过，所以轴外伸端选用毛毡圈密封。2.轴承靠箱体内侧的密封因为轴承采用脂润滑，为防止箱内润滑油和润滑脂混合，所以在轴承前设置挡油环。3.箱体结合面的密封为保证密封，箱体剖分面连接凸缘应有足够宽度，并要经过精刨或刮研，连接螺栓间距也不应过大（小于150-200mm），以保证跢的压紧力。为了保证轴承孔的精度，剖分面间不得加垫片。10减速器箱体设计及附件的选择和说明一、箱

33、体主要设计尺寸名称计算依据计算过程计算结果（mm）箱座壁厚箱盖壁厚箱座凸缘厚度箱盖凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺栓直径查 2 P164表11-1，取df=20地脚螺钉数目当a250时， n=4因为a250，所以n=4轴承旁联接螺栓直径，取箱盖与箱座联接螺栓直径d2联接螺栓d2的间距查 2 P164表11-1，取轴承端盖螺钉直径定位销直径、至外箱壁距离查 2 P164表11-2、至凸缘边缘距离查 2 P164表11-2轴承旁凸台半径查 2 P164表11-1凸台高度根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准由装配图知48mm48轴承座宽度铸造过渡尺寸查表1-36X=k=3 Y=h=15X=3 Y

34、=15大齿轮顶圆与内箱壁距离取齿轮端面与内箱壁距离1015，取箱盖、箱昨筋厚、=8=8轴承端盖外径N206E：D2=62+（55.5）8=102106N207E：D2=72+（55.5）8=112116N213E：D2=120+（55.5）8=160164N206E：102N207E：112N213E：160轴承旁联接螺栓距离N206E：D2=62+（55.5）8=102106N207E：D2=72+（55.5）8=112116N213E：D2=120+（55.5）8=160164N206E：102N207E：112N213E：160二、附属零件设计1窥视孔和窥视孔盖窥视孔用于观察传动件的啮合

35、情况、润滑状态等，还可用来注入润滑油。窥视孔盖和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中杂质。查2P167表11-4得，因为，所以选取盖厚为mm，长为l=180mm，宽为b=140mm的窥视孔盖，如下图所示。2.通气塞和通气器减速器工作时，箱体内的温度和气压都很高，通气器用于通气，能使热膨胀气体及时排出，保证箱体内，外气压平衡一致，以避免由于运转时箱内油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油沿接合面、轴伸处及其他缝隙渗漏出来。查2P168表11-5，选取通气塞如下图所示：3.油标、油尺标尺一般安装在箱体侧面，设计时应注意其在箱座侧壁上的安置高度和倾斜角，设计应满足不溢油、易安装

36、、易加工的要求，同时保证油标尺倾角大于或等于60度。油标用来指示箱内油面高度，它应设置在便于检查及油面稳定之处，所以安装在低速级传动件附近。查2P89表7-10得，选取杆式油标。4.油塞、封油垫为了排队油污，更换减速器箱体内的污油，在箱座底部油池的最低设置有排油孔。排油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面常做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以做一日和尚撞一天钟能将污油放尽。排油孔平时用放油螺塞堵住。箱壁排油孔处应有凸台，并加工沉孔，放封没圈以增强密封效果。放没螺塞有六角头圆柱螺纹油塞自身不能防止漏油，应在六角头与放油孔接触处加封油垫片。放油螺塞的直径可按减速箱座壁厚的22.5倍选取。查2

37、表7-11得5.起吊装置为了装卸和搬运减速器，常在箱盖上铸出吊耳或吊耳环，用于起吊箱盖，也可用于起吊轻型减速器，但不允许起吊整台减速器。吊钩在箱座两端凸缘下部直接铸出，其宽度一般与箱壁外凸缘宽度相等，吊钩可以起吊整台减速器。查2P167表11-3得吊耳环： 吊钩：6.轴承端盖、调整垫片(一) 轴承端盖的设计轴承端盖是用来对轴承部件进行轴向固定，它承受轴向载荷，可以调整轴承间隙，并起密封作用。根据轴是否穿过端盖，轴承端盖分为透盖和闷盖两种。透盖中央有孔，轴的外伸端穿过此孔伸出箱体，穿过处需有密封装置。闷盖中央无孔，用在轴的非外伸端。 （1）、轴的端盖的设计，表11-10得 （2）、轴的端盖的设计

38、，表11-10得 （3）、轴的端盖的设计，表11-10得（二）调整垫片的设计调整垫片的是用来调整轴承间隙或游隙以及轴的轴向位置。垫片组由多片厚度不同的垫片组成，使用时可根据调整需要组成不同的厚度。垫片的厚度及片数查表15-13。垫片材料多为08钢片抛光。11设计小结光阴似箭，如月如梭；转眼间，为期两周的课程设计周已结束。在这两周里，我们第一次尝试着自己动手去设计一个两级直齿圆柱齿轮减速箱，由于机械设计课程中的轴设计掌握得不好，课后也没有好好地将其解决，导致在设计的过程屡次碰壁，很多数据的得来都不清不楚，设计的途中也曾因这个原因而停滞不前。经过自己的恶补，同学间的互相讨论及相关资料的查询，在最后

39、还是能够将这些弄懂并将大学生涯中的第一个课程设计完成。通过这个设计，我认识到自己还有很多不足，也认识到如果在平时的理论课没有好好学习，基础不够扎实的话，在实践中就不能够很好地去运用他们并解决相应的问题。本次设计，第一次通过查询机械设计手册来获得设计数据，第一次结合工程制图来设计两级直齿圆柱齿轮减速箱，然而，我却很少去了解这些数据是得来的依据，设计的图形画法的依据。因此，我是所得得数据，所画的草图都存在很大的问题。事实证明，在没有了解这些的情况下，想要做好一个课程设计是不可能的，可谓是痴人说梦话，纸上谈兵。在同学的帮助和资料书的查询下，经过几天的努力，终于把装配图和零件图画了出来，虽然还做不到真

40、的每一条线、每一个数据都可以有根有据，每一条线、每一个数据都做到很精确，但是也可以做到了绝大部分可以从书里面找到依据，知道为什么是这样的，为什么就是这个尺寸，而不是其他的尺寸，为什么这条线是这样的画法，而不是其他的画法。虽然这个课程设计很辛苦，几乎每天的时间都是花费在设计上，每天都要面对一大堆数据，而且经常要熬夜做设计。但是通过此次课程设计，我觉得自己从中收获了很多东西，不但自己对于机械设计基础这门课的理论知识有了更深一步的掌握，也了解到了机械设计的设计步骤，要注意的问题，更重要的一点是自己学到了如果要在机械方面达到较好一个层次，认真和严谨是必不可少的，第一次深刻的体会到失之毫厘差以千里的滋味，这是我从这次设计中学到的最重要的东西，而我也会在以后的学习中养成这样的好习惯，争取更大进步！12参考资料1 杨可桢，程光蕰，李仲生主编. 2006.机械设计基础（第五版）.高等教育出版社；2 吴宗泽；罗圣国主编.2006.机械设计课程设计手册（第3版）.高等教育出版社- 38 -